EP3535481A1 - Kraftwerksanlage mit gasturbinenansaugluftsystem - Google Patents

Kraftwerksanlage mit gasturbinenansaugluftsystem

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EP3535481A1
EP3535481A1 EP17805109.0A EP17805109A EP3535481A1 EP 3535481 A1 EP3535481 A1 EP 3535481A1 EP 17805109 A EP17805109 A EP 17805109A EP 3535481 A1 EP3535481 A1 EP 3535481A1
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EP
European Patent Office
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condensate
heat exchanger
load valve
power plant
heat
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EP17805109.0A
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Sebastian Haas
Johannes LOMANI
Kevin MORITZ
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Siemens Energy Global GmbH and Co KG
Original Assignee
Siemens AG
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Publication date
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    • Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]

Definitions

  • Power plant with gas turbine intake air system The invention relates to a power plant and a Ver ⁇ drive for efficiency optimization and operating range extension .
  • Gas and steam turbine plants also referred to as combined cycle power plants, are to be used alongside those that are relevant for continuous operation
  • Base load condition also meet other load requirements, alone because of starting and stopping the machines, but especially for changing load requirements in the electrical network.
  • the output power of the gas turbine involved can be influenced via the intake mass flow and the turbine inlet temperature.
  • a Ver emphasizerervorleit Gla inlet guide vanes
  • IOVs inlet guide vanes
  • Intake air preheating is also used to prevent icing, to reduce CO emissions at low part load, or at maximum power and low outside air temperatures, resulting in a choked
  • Ver Whyrvorleit Research can lead to improve the efficiency ver ⁇ .
  • heat exchanger Used in a heat exchanger (heat exchanger) condensed and thus an intermediate circuit typically heated a water / glycol mixture, whereby the cold intake air of the gas turbine was preheated by another heat exchanger. At partial loads, this preheating ensures that the gas turbine can be driven less or not at all throttled and thus a higher degree of efficiency is achieved, resulting in reduced fuel consumption.
  • the circuit is simpler here and the efficiency optimization is limited. Limiting effect here is that the heat source low pressure steam should be used both in the steam turbine and in the system of Ansaugluft- preheating.
  • Intake air preheating is not enabled for the purpose of improving the partial load efficiency until the block power setpoint has reached a certain value, e.g. 70%, has fallen below.
  • the heat exchanger surface could be adjusted.
  • the valve position of the water / glycol-side three-way valve, with which the water / glycol mixing temperature is regulated before entry into the air / water heat exchanger was set so that always a fairly large valve opening (eg 60%) is reached.
  • hot district heating water or hot condensate from the condensate front-end may be used to prevent ice formation in the gas turbine intake air and to improve carbon monoxide emission.
  • these systems are not very flexible and, due to the size of the heat exchanger, utilization of the heat source and the underlying circuit and control limited to a relatively low power and can only very poorly regulate very small benefits.
  • the object of the invention is to provide a power plant with ge ⁇ over the prior art improved efficiency and extended operating range.
  • Another object of the invention is to provide a corresponding method for efficiency optimization and operating range extension.
  • the invention solves the task directed to a power plant by providing that in such a power plant comprising a gas turbine, a waste heat steam ⁇ generator, and an intermediate circuit with a first heat exchanger, which is connected in an air inlet of the gas turbine, and a second Heat exchanger, which is connected in a condensate circuit, the one
  • Condensate preheater in the heat recovery steam generator comprises, on both sides of the second heat exchanger, a first or two ⁇ tes high-load valve and parallel to a first or second low-load valve for lower flow rates than by the first and second high-load valve are arranged.
  • the condensate circuit comprises a first recirculation line, which has an outlet of the condensate preheater with an input of the
  • Condensate preheater connects, with redundant recirculation pumps (i.e., two or more) in the first
  • the second heat exchanger with relatively small heat outputs can be operated safely and the risk of evaporation and freezing is further reduced.
  • the heat transfer is influenced not only by the inlet temperature but also by the flow and can thus be better adjusted.
  • the first branch line branches in the direction of flow to the
  • Recirculation pump from the first recirculation line.
  • the recirculation pumps can promote the condensate not only by the recirculation directly back to the entrance of the condensate preheater, but also for two ⁇ th heat exchanger, so that no additional pumps are necessary.
  • the first high-load valve is arranged in the first branch line and the first low-load valve is arranged around the first high-load valve in a first bypass line.
  • the first high-load valve and in a first bypass line to the first high-load valve the first
  • a second recirculation line can branch off from the second branch line, which opens into the first recirculation line upstream of the redundant recirculation pumps in the flow direction of a condensate.
  • a second recirculation line when the main load and low load valves are arranged together with the first bypass line in the second branch, branch off from the first bypass line, a second recirculation line, which opens in the second case in the flow direction of a condensate before the redundant recirculation in the first recirculation line.
  • a third recirculation line branches off from the second branch line and opens into the first branch line.
  • a pump in the third recirculation line branches off from the second branch line and opens into the first branch line.
  • the condensate has at least two heating surfaces, of which at least one comprises a bypass up, ie in particular the bypass bypasses viewed in the flow ⁇ direction of a condensate last of the heating surfaces and opens into the first recirculation line, for example before the recirculation.
  • the second high-load valve in the intermediate circuit and the second low-load valve are arranged around the second high-load valve in a second bypass line, wherein a third Um arrangementstechnisch to the second heat exchanger, followed by a static mixer, is arranged in the intermediate circuit, wherein the second high-load valve fulfills the function of a three-way valve and an output of the second Hochlastven- tils maral ⁇ tet at an input of the second heat exchanger and from a further output of the second high-load valve, the third bypass line branches off.
  • Solutions- that the circulating in the intermediate circuit fluid amount is not affected by, son ⁇ countries on the remaining balance can be directed simply at the second heat exchanger past ensures.
  • the sometimes large differences in temperature and viscosity of the fluid in the intermediate circuit due to the division of the fluid streams are mixed by the static mixer to a homogeneous level.
  • the power plant comprises a device for controlling the first and second high-load and low-load valves.
  • the second heat exchanger is at least one fully welded plate heat exchanger.
  • the second heat exchanger may well consist of two separate, fully welded plate heat transfer, in particular if one of the two is provided with a bypass, so that the amount of heat transferred to the condensate and thus also the preheating of the intake air can be finer set.
  • the object directed to a method for efficiency optimization and expansion of a power plant system is achieved by a method in which a fluid is conducted in an intermediate circuit and thereby heat is transferred via a first heat exchanger to the air sucked by the gas turbine, wherein heat of a preheated condensate is transferred from the heat recovery steam generator via a second heat exchanger to the fluid, wherein the condensate is passed depending on the heat demand via a first high-load valve or a parallel to the first high-load valve, designed for lower flows than the first high-load valve first low-load valve.
  • Preheating a stream of preheated condensate is added and the mixture is supplied to the second heat exchanger.
  • a AufMapspanne of the intermediate circuit is used as a control variable for a condensate ⁇ mass flow through the second heat exchanger, that is, the temperature- Difference in temperature of the fluid between input and output at the second heat exchanger.
  • the condensate mass flow which flows through the condensate-heated second heat exchanger, is thus adjusted according to the heat demand of the intermediate circuit. This ensures that the mass flows of the heated and the heating medium are always in a favorable ratio, which has a positive effect on the operation of the second heat exchanger.
  • This mode of operation reduces the risk of Einfrie- proceedings of condensate and also the Ausdampfens the fluid, wel ⁇ ches typically a water is / glycol mixture. This also makes the water / glycol mix temperature control is improved, since now a displacement of the actuator (Dreiwe ⁇ geventil) by a certain amount a constant temperature change causes, that the gain is now constant.
  • a valve position of the second high-load valve can be used.
  • a temperature setpoint for the intake air is continuously adapted as a function of a proportion of gas turbine at a set nominal power value of the power plant. Since with the invention, the temperature of the intake air is now finely adjustable, it is advisable to continuously adjust the intake air to a calculated based on the akturellen operating state of the power plant optimum.
  • a low pressure stage can be accumulated in the heat recovery steam generator, ie, the pressure in the low pressure drum is raised to heat in the heat recovery steam generator
  • a high-pressure preheater bypass in the heat recovery steam generator can be opened step-by-step as needed, if necessary in addition to the pressure build-up in the low-pressure range, in order to move heat to the condensate preheater.
  • Ansaugluftvormaschinermung be combined with the partial shutdown of burners of the gas turbine, so that it is possible to operate the power plant with good efficiency and ver ⁇ comparatively very low power, the exhaust emissions remain within the permitted range.
  • the invention extends the operating range for partial load efficiency improvement. Instead of a constant temperature target value for the intake air at sub ⁇ exceed a fixed limit of the power set ⁇ value pretending the Ansaug Kunststofftemperatursollwert is from ⁇ pending adjusted by the adjusted power target value, so that even at higher partial loads an efficiency improvement is achieved, and the IGV of the gas turbine not open wide or the set power setpoint can be adjusted.
  • the advantage of the invention is also in a further increased saving of fossil fuels (gas, oil) in partial loads of a gas and steam power plant and associated clotting ⁇ lower operating costs and emissions and the realization of a large, flexible application.
  • Heat source can now be exploited part of the heat energy of the exhaust gas from the last heat exchanger surface of the heat recovery steam generator still partial load operation of the gas turbine combined cycle power plant to increase efficiency and to prevent ice formation in winter operation.
  • simultaneous preheating of the gas turbine intake air with hot condensate as the heat source of higher steam from the low pressure drum can be further ge in the steam turbine ⁇ uses.
  • the Ansaug Kunststofftemperatursollwert on hand of the current power setpoint can be set so that the maximum temperature allowed for achieving this power is not exceeded during ramping to full load.
  • the above-mentioned concept can alternatively also be based on the use of district heating or another hot water heat source or can also be implemented in the combination of both heat sources.
  • FIG 1 shows a power plant according to the invention
  • Figure 2 shows a power plant according to the invention with different ⁇ alternatives.
  • FIG. 1 shows schematically and exemplarily a force ⁇ plant 1 with a gas turbine 2, as well as greatly simplified for the invention-relevant components of a waste heat steam generator 3.
  • the preheating of the intake air of the gas turbine 2 is effected via an intermediate circuit 4 for a fluid which is suitable as a heat transfer medium , For example, a water / glycol mixture, with a first heat exchanger 5, which is connected in an air inlet 6 of the gas turbine 2, and with a second heat exchanger 7, which is designed as a fully welded plate heat exchanger and is connected in a condensate circuit 8.
  • a fluid which is suitable as a heat transfer medium
  • a fluid which is suitable as a heat transfer medium
  • a fluid for example, a water / glycol mixture
  • a first heat exchanger 5 which is connected in an air inlet 6 of the gas turbine 2
  • a second heat exchanger 7 which is designed as a fully welded plate heat exchanger and is connected in a condensate circuit 8.
  • a first 10 and second high-load valve 11 and parallel thereto a first 12 and second light load valve first 13 for lower flow rates than by 10 and second high-load valve 11 is arranged.
  • the condensate circuit 8 comprises a condensate preheater 9 in the heat recovery steam generator 3, and a first recirculation line 14 which connects an output 15 of the condensate preheater 9 with an input 16 of the condensate preheater 9, where ⁇ redundant recirculation pumps 17 in the first
  • the second heat exchanger 7 is integrated into the condensate circuit 8 by a first branch line 18 branches off in the flow direction after the recirculation 17 from the first recirculation line 14 and opens into the second heat exchanger 7 and a second branch line 19 the second heat exchanger 7 with the Input 16 of the condensate preheater 9 connects.
  • Um Solutionstechnisch 20 about the first high-load valve 10 angeord ⁇ designated first low-load valve 12 may be arranged either together in the first 18 ( Figure 2) or in the second branch line 19 ( Figure 1).
  • the second recirculation line 21 branches off directly from the second branch line 19 and likewise flows in the flow direction of a condensate before the redundant recirculation pumps 17 into the first recirculation line 14 Difference to the first embodiment is therefore only in the branch of the first
  • Figure 2 shows an embodiment in which the cooled condensate is not in front of the redundant
  • Recirculation pump 17 is fed back, but at the second branch line 19, a third Rezirkulations ⁇ line 22 opens directly into the first branch line 18. In this case, however, a pump 33 is in the third
  • the second high ⁇ load valve 11 and in a second Um arrangements effet 23 around the second high-load valve 11, the second low-load valve 13 are arranged in the intermediate circuit 4. Furthermore, a third bypass line 24 is arranged around the second heat exchanger 7, followed by a static mixer 25, in the intermediate circuit 4.
  • the second high-load valve 11 is executed in the figure 1 as a three-way valve and an output 26 of the second high-load valve 11 is switched to an input 27 of the second heat exchanger 7 ge ⁇ and from another output 28 of the second high-load valve 11 branches the third Redirection line 24 from.
  • Figure 1 also shows a device 29 for controlling the first and second-load 10, 11 and low-load valves 12, 13.
  • the control is carried out, among other things Basics ⁇ ge of measured temperatures at different locations or flow rates.
  • the power plant 1 comprises for this purpose a temperature measuring point 34 for the preheated intake air and temperature measuring points 35, 36 and 37 for the fluid in the intermediate circuit.
  • the temperature measuring point 35 is arranged in the FIGSu ren 1 and 2 between the recirculation pump 43 in the intermediate circuit 4 and a branch to the second bypass line 23, but it can also already before the
  • Recirculation pump 43 may be arranged in the intermediate circuit and supplies the temperature of the fluid before the second heat transfer ⁇ 7.
  • the temperature measuring point 36 is located immediately behind the second heat exchanger 7 and supplies the temperature of the fluid after the heat exchange with the condensate. The difference between the measured values of the temperature measuring points 35 and 36 is called the heating-up period.
  • the mixing is with the temperature measuring point 37 temperature of the fluid is determined, ie the temperature resulting from mixing of the fluid flows through the second heat exchanger 7 or past it and with the first heat ⁇ exchanger 5 is beauf ⁇ beat to warm up the gas turbine intake ,
  • Flow measuring points 38, 39 for the condensate are arranged in the figures in the second branch line 19 and in the first recirculation line 14.
  • the representation of the control in the figures is greatly simplified. The actual control is more complex and includes of course many other aspects as well as a regulation of the recirculation pumps 17 in the first recirculation line 14. The control does not have to be central for all components as shown in the figures.
  • Heat recovery steam generator 3 are opened to move even more heat to the condensate preheater 9. This works both for high-pressure areas with high-pressure drum 40, as shown in FIG. 1, and in the Benson variant shown in FIG.
  • Condensate preheater 9 with divided heating surfaces 41, one of which has a bypass 42, so that the amount of heat transferred to the condensate is better adjustable.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Kraftwerksanlage (1) umfassend eine Gasturbine (2), einen Abhitzedampferzeuger (3), sowie einen Zwischenkreislauf (4) mit einem ersten Wärmeübertrager (5), der in einen Lufteinlass (6) der Gasturbine (2) geschaltet ist, und einem zweiten Wärmeübertrager (7), der in einen Kondensatkreislauf (8) geschaltet ist, der einen Kondensatvorwärmer (9) im Abhitzedampferzeuger (3) umfasst, wobei auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers (7) ein erstes (10) bzw. zweites Hochlastventil (11) und dazu parallel ein erstes (12) bzw. zweites Schwachlastventil (13) für geringere Durchflüsse als durch das erste (10) bzw. zweite Hochlastventil (11) angeordnet sind. Die Erfindung betrifft ferner ein zugehöriges Verfahren zur Effizienzoptimierung und Betriebsbereichserweiterung einer Kraftwerksanlage (1).

Description

Beschreibung
Kraftwerksanlage mit Gasturbinenansaugluftsystem Die Erfindung betrifft eine Kraftwerksanlage sowie ein Ver¬ fahren zur Effizienzoptimierung und Betriebsbereichserweiterung .
Gas- und Dampfturbinenanlagen, auch als Kombi-Kraftwerke be- zeichnet, sollen neben dem für den Dauerbetrieb relevanten
Grundlastzustand auch weitere Lastanforderungen erfüllen, alleine schon wegen des Startens und Anhaltens der Maschinen, aber insbesondere auch für sich ändernde Lastanforderungen im elektrischen Netz. Prinzipiell kann die abgegebene Leistung der beteiligten Gasturbine über den Ansaugmassenstrom und die Turbineneintrittstemperatur beeinflusst werden. Zur Verringerung des Ansaugmassenstroms wird in Gasturbinen bei Teillas¬ ten eine Verdichtervorleitreihe (IGVs=inlet guide vanes) mit variablem Anstellwinkel entsprechend eingestellt, so dass die Zuströmung zur ersten Laufreihe zumindest eingeschränkt wird. Allerdings wird dabei auch der Wirkungsgrad deutlich redu¬ ziert. Mit bisher üblichen Systemen zur Ansaugluftvorwärmung wird der Wirkungsgrad nur leicht wieder angehoben. Eine wei¬ tere Erhöhung des Wirkungsgrades in Teillasten reduziert die Brennstoffkosten im Teillastbetrieb deutlich. Die
Ansaugluftvorwärmung wird zudem eingesetzt, um Vereisung zu verhindern, die CO-Emissionen bei tiefer Teillast zu verringern, oder um bei maximaler Leistung und niedrigen Außenlufttemperaturen, was zu einer angedrosselten
Verdichtervorleitreihe führen kann, den Wirkungsgrad zu ver¬ bessern .
Bisher wurde für die Ansaugluftvorwärmung meist höherwertige Wärme in Form von Dampf aus der Niederdruckstufe des
Abhitzedampferzeugers bzw. Hilfskessels verwendet, in einem Wärmeübertrager (Wärmetauscher) kondensiert und dadurch ein Zwischenkreislauf mit typischer Weise einem Wasser/Glykol- Gemisch aufgewärmt, womit die kalte Ansaugluft der Gasturbine über einen weiteren Wärmetauscher vorgewärmt wurde. Diese Vorwärmung sorgt in Teillasten dafür, dass die Gasturbine weniger oder gar nicht gedrosselt gefahren werden kann und damit ein höherer Wirkungsgrad erreicht wird, was einen redu- zierten Brennstoff erbrauch zur Folge hat. Die Schaltung ist hier einfacher und die Wirkungsgradoptimierung eingeschränkt. Begrenzend wirkt hier, dass die Wärmequelle Niederdruckdampf sowohl in der Dampfturbine als auch im System der Ansaugluft- Vorwärmung genutzt werden soll.
Um mehr Wärme für die Produktion von Niederdruckdampf bereitzustellen, konnte der Hochdruck-Vorwärmer-Bypass mit Ein¬ schalten der Ansaugluftvorwärmung auf eine feste Position, z.B. 60%, gefahren werden. Typischer Weise wurde die
Ansaugluftvorwärmung zwecks Verbesserung des Teillastwirkungsgrades erst freigegeben, wenn der Blockleistungssollwert einen gewissen Wert, z.B. 70%, unterschritten hat.
Mit dem Füllstand im Kondensationswärmeübertrager konnte die Wärmetauscherfläche angepasst werden. Mit diesem Füllstand wurde die Ventilstellung des wasser-/glykolseitigen Dreiwegeventils, mit dem die Wasser-/ Glykol-Mischtemperatur vor Eintritt in den Luft-/Wasser-Wärmeübertrager geregelt wird, so eingestellt, dass stets wieder eine recht große Ventilöffnung (z.B. 60%) erreicht wird.
Ferner kann mit großen Rohrbündelwärmetauschern warmes Fernwärmewasser bzw. heißes Kondensat aus dem Kondensatvorwämer zur Verhinderung von Eisbildung in der Gasturbinen-Ansaugluft und zur Verbesserung der Kohlenmonoxidemission benutzt werden. Diese Systeme sind jedoch wenig flexibel und aufgrund von Baugröße der Wärmetauscher, Ausnutzung der Wärmequelle und der zugrundeliegenden Schaltung und Regelung auf eine vergleichsweise geringe Leistung begrenzt und können sehr kleine Leistungen nur schlecht regeln.
Generell haben derartige Anlagen in Bezug auf die übertragene Wärmeleistung einen sehr begrenzten Einsatzbereich und in Be- zug auf die Regelbarkeit einen sehr engen Betriebsbereich bei Teillasten. Ferner ist die Schaltung der Wärmenutzung nicht ohne Weiteres auf andere Kraftwerkskonfigurationen übertrag¬ bar .
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Kraftwerksanlage mit ge¬ genüber dem Stand der Technik verbesserter Effizienz und erweitertem Betriebsbereich bereitzustellen. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, ein entsprechendes Verfahren zur Effizienzoptimierung und Betriebsbereichserweiterung anzugeben .
Die Erfindung löst die auf eine Kraftwerksanlage gerichtete Aufgabe, indem sie vorsieht, dass bei einer derartigen Kraft- Werksanlage umfassend eine Gasturbine, einen Abhitzedampf¬ erzeuger, sowie einen Zwischenkreislauf mit einem ersten Wärmeübertrager, der in einen Lufteinlass der Gasturbine geschaltet ist, und einem zweiten Wärmeübertrager, der in einen Kondensatkreislauf geschaltet ist, der einen
Kondensatvorwärmer im Abhitzedampferzeuger umfasst, auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers ein erstes bzw. zwei¬ tes Hochlastventil und dazu parallel ein erstes bzw. zweites Schwachlastventil für geringere Durchflüsse als durch das erste bzw. zweite Hochlastventil angeordnet sind.
Durch den Einsatz einer Schaltung mit Hoch- und Schwachlastregelventilen auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers, d.h. ein Paar bestehend aus einem Hoch- und einem Schwachlastventil auf der Primärseite und ein weiteres Paar auf der Sekundärseite, kann dieser trotz der Möglichkeit vergleichs¬ weise hoher Durchflüsse (durch die Hochlastventile) auch bei vergleichsweise kleinen Wärmeleistungen ohne Gefahr von
Ausdampfungen und Einfrierungen sicher betrieben werden. Die Ausführungsform mit zwei Paar Ventilen stellt natürlich nur ein Minimum dar. Gegebenenfalls können auch mehr Ventile zum Einsatz kommen. Wichtig ist, dass nur durch die Wahl von Ventilen für unterschiedliche Durchflussmengen eine genaue
Einstellbarkeit der Durchflussmengen auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers (also Primär- und Sekundärseite) über einen weiten Bereich überhaupt erst möglich wird.
In einer vorteilhaften Ausführungsform umfasst der Kondensat- kreislauf eine erste Rezirkulationsleitung, die einen Ausgang des Kondensatvorwärmers mit einem Eingang des
Kondensatvorwärmers verbindet, wobei redundante Rezirkula- tionspumpen (d.h. zwei oder mehr) in der ersten
Rezirkulationsleitung angeordnet sind und wobei eine erste Zweigleitung von der ersten Rezirkulationsleitung abzweigt und in den zweiten Wärmeübertrager mündet und eine zweite Zweigleitung den zweiten Wärmeübertrager mit dem Eingang des Kondensatvorwärmers verbindet. Durch die Nutzung einer
Rezirkulation des Kondensataustritts kann der zweite Wärme- Übertrager bei vergleichsweise kleinen Wärmeleistungen noch sicher betrieben werden und das Risiko von Ausdampfungen und Einfrierungen wird weiter vermindert. Die Wärmeübertragung wird nicht nur über die Zulauftemperatur sondern auch über den Durchfluss beeinflusst und kann somit besser eingestellt werden.
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform zweigt die erste Zweigleitung in Strömungsrichtung nach den
Rezirkulationspumpen von der ersten Rezirkulationsleitung ab. Dadurch können die Rezirkulationspumpen das Kondensat nicht nur durch die Rezirkulationsleitungen direkt zurück zum Eingang des Kondensatvorwärmers fördern, sondern auch zum zwei¬ ten Wärmeübertrager, so dass hierfür keine weiteren Pumpen notwendig sind.
Zweckmäßiger Weise sind in der ersten Zweigleitung das erste Hochlastventil und in einer ersten Umführungsleitung um das erste Hochlastventil das erste Schwachlastventil angeordnet. In einer alternativen Ausführungsform sind in der zweiten Zweigleitung das erste Hochlastventil und in einer ersten Umführungsleitung um das erste Hochlastventil das erste
Schwachlastventil angeordnet. Neben der Rezirkulation von im Kondensatvorwärmer erwärmten Kondensat ist es für die Feineinstellung der Vorwärmung weiterhin vorteilhaft, wenn im zweiten Wärmeübertrager abgekühl- tes Kondensat ebenfalls rezirkuliert wird und zwar ohne oder zumindest nur mit eingeschränkter Aufwärmung im
Kondensatvorwärmer. Zu diesem Zweck werden vier Alternativen vorgeschlagen . Im ersten Fall kann von der zweiten Zweigleitung eine zweite Rezirkulationsleitung abzweigen, die in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen in die erste Rezirkulationsleitung mündet. Im zweiten Fall kann, wenn die Hauptlast- und Schwachlastventile samt erster Umführungsleitung in der zweiten Zweigleitung angeordnet sind, von der ersten Umführungsleitung eine zweite Rezirkulationsleitung abzweigen, die auch in diesem zweiten Fall in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen in die erste Rezirkulationsleitung mündet.
Im dritten Fall zweigt eine dritte Rezirkulationsleitung von der zweiten Zweigleitung ab und mündet in die erste Zweiglei- tung. Hier muss allerdings eine Pumpe in die dritte
Rezirkulationsleitung geschaltet sein.
Im vierten Fall weist der Kondensatvorwärmer mindestens zwei Heizflächen auf, von denen mindestens eine einen Bypass auf- weist, d.h. insbesondere umführt der Bypass die in Strömungs¬ richtung eines Kondensats gesehen letzte der Heizflächen und mündet in die erste Rezirkulationsleitung, beispielsweise noch vor den Rezirkulationspumpen. In einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung sind im Zwischenkreislauf das zweite Hochlastventil und in einer zweiten Umführungsleitung um das zweite Hochlastventil das zweite Schwachlastventil angeordnet, wobei ferner eine dritte Umführungsleitung um den zweiten Wärmeübertrager, gefolgt von einem statischen Mischer, im Zwischenkreislauf angeordnet ist, wobei das zweite Hochlastventil die Funktion eines Drei- Wege-Ventils erfüllt und ein Ausgang des zweiten Hochlastven- tils auf einen Eingang des zweiten Wärmeübertragers geschal¬ tet ist und von einem weiteren Ausgang des zweiten Hochlastventils die dritte Umführungsleitung abzweigt. Das zweite Hochlastventil kann dabei tatsächlich ein Drei-Wege-Ventil sein, die Funktion eines Drei-Wege-Ventils kann aber auch durch zwei separate Regelventile, d.h. je ein Regelventil im heißen (also durch den zweiten Wärmeübertrager) und kalten (um den zweiten Wärmeübertrager herum) Fluid-Zweig, die gegenläufig verfahren werden, erfüllt werden. Infolge der Parallelschaltung von zweitem Hochlast- und zweitem Schwachlastventil lässt sich wie bereits auf der Primär¬ seite des zweiten Wärmeübertragers nun auch auf seiner Sekun¬ därseite die Menge des den zweiten Wärmeübertrager durchströ¬ menden Fluids genau einstellen. Mit der dritten Umführungs- leitung wird sichergestellt, dass die im Zwischenkreislauf umlaufende Fluidmenge hierdurch nicht beeinflusst wird, son¬ dern der verbleibende Rest einfach am zweiten Wärmeübertrager vorbei geleitet werden kann. Die infolge der Aufteilung der Fluidströme mitunter großen Unterschiede von Temperatur und Viskosität des Fluids im Zwischenkreislauf werden durch den statischen Mischer zu einem homogenen Niveau vermischt.
Es ist zweckmäßig, wenn die Kraftwerksanlage eine Einrichtung zur Regelung der ersten und zweiten Hochlast- und Schwach- lastventile umfasst.
Schließlich ist es im Hinblick auf den Platzbedarf vorteilhaft, wenn der zweite Wärmeübertrager mindestens ein vollverschweißter Plattenwärmeübertrager ist. Dabei kann der zweite Wärmeübertrager durchaus aus zwei separaten, vollverschweißen Plattenwärmeübertragen bestehen, insbesondere dann, wenn einer der beiden mit einem Bypass versehen ist, so dass sich die übertragene Wärmemenge an das Kondensat und somit auch die Vorwärmung der Ansaugluft feiner einstellen lässt.
Die auf ein Verfahren zur Effizienzoptimierung und Betriebs- bereichserweiterung einer Kraftwerksanlage gerichtete Aufgabe wird gelöst durch ein Verfahren, bei dem ein Fluid in einem Zwischenkreislauf geführt wird und dabei Wärme über einen ersten Wärmeübertrager an von der Gasturbine angesaugte Luft übertragen wird, wobei Wärme eines vorgewärmten Kondensats aus dem Abhitzedampferzeuger über einen zweiten Wärmeübertrager auf das Fluid übertragen wird, wobei das Kondensat je nach Wärmebedarf über ein erstes Hochlastventil oder ein zum ersten Hochlastventil parallel geschaltetes, für geringere Durchflüsse als das erste Hochlastventil ausgelegtes erstes Schwachlastventil geleitet wird. Hierdurch lässt sich auch bei kleinen Massenströmen die Temperatur des Kondensats, welches den zweiten Wärmeübertrager durchströmt, gut einstellen.
Im Hinblick auf die möglichst genaue Einstellbarkeit der be- nötigten Kondensattemperatur für den zweiten Wärmeübertrager ist es vorteilhaft, wenn zumindest ein Teil des Kondensats nach Abgabe von Wärme an das Fluid unter Umgehung einer
Vorwärmung einem Strom an vorgewärmtem Kondensat zugemischt wird und das Gemisch dem zweiten Wärmeübertrager zugeführt wird.
Zumindest ähnliche Anforderungen an die Einstellbarkeit hin¬ sichtlich Temperatur und Durchfluss gelten natürlich auch für das im Zwischenkreislauf umlaufende Fluid, weshalb es auch hier vorteilhaft ist, wenn das Fluid je nach Wärmebedarf über ein zweites Hochlastventil oder ein zum zweiten Hochlastventil parallel geschaltetes, für geringere Durchflüsse als das zweite Hochlastventil ausgelegtes zweites Schwachlastventil geleitet wird.
Es ist zweckmäßig, wenn als Regelgröße für einen Kondensat¬ massenstrom durch den zweiten Wärmeübertrager eine Aufheizspanne des Zwischenkreislaufs verwendet wird, d.h. der Tempe- raturunterschied des Fluids zwischen Eingang und Ausgang am zweiten Wärmeübertrager. Der Kondensatmassenstrom, welcher durch den kondensatbeheizten zweiten Wärmeübertrager fließt, wird somit entsprechend dem Wärmebedarf des Zwischenkreis- laufs eingestellt. Hierdurch wird gewährleistet, dass die Massenströme des zu beheizenden und des heizenden Mediums stets in einem günstigen Verhältnis zueinander stehen, was sich positiv auf den Betrieb des zweiten Wärmeübertragers auswirkt. Diese Betriebsweise senkt das Risiko des Einfrie- rens von Kondensat und auch des Ausdampfens des Fluids, wel¬ ches typischer Weise ein Wasser-/Glykolgemisch ist. Zudem wird hierdurch die Wasser-/ Glykol-Mischtemperaturregelung verbessert, da nun eine Verstellung des Stellglieds (Dreiwe¬ geventil) um einen bestimmten Betrag eine konstante Tempera- turänderung hervorruft, d.h. die Verstärkung ist nun konstant .
Als Regelgröße für einen Kondensatmassenstrom durch den zweiten Wärmeübertrager kann alternativ eine Ventilstellung des zweiten Hochlastventils verwendet werden.
Weiterhin ist es zweckmäßig, wenn ein Temperatursollwert für die Ansaugluft abhängig von einem Gasturbinenanteil an einem eingestellten Leistungssollwert der Kraftwerksanlage kontinu- ierlich angepasst wird. Da mit der Erfindung die Temperatur der Ansaugluft nun fein einstellbar ist, bietet es sich an, die Ansaugluft kontinuierlich auf ein anhand des akturellen Betriebszustands der Kraftwerksanlage berechnetes Optimum einzustellen .
Für den Fall, dass die am „kalten Ende" des
Abhitzedampferzeugers verfügbare Wärmemenge für einen optima¬ len Betrieb der Ansaugluftvorwärmung nicht ausreicht, beste¬ hen folgende vorteilhafte Möglichkeiten, um die für die
Ansaugluftvorwärmung verfügbare Wärmeleistung zu erhöhen und damit den Betriebsbereich zu vergrößern: Zum Einen kann eine Niederdruckstufe im Abhitzedampferzeuger angestaut werden, d.h. der Druck in der Niederdrucktrommel wird angehoben, um Wärme im Abhitzedampferzeuger zum
Kondensatvorwärmer zu verschieben.
Zum Anderen kann bei Bedarf, ggf. auch zusätzlich zur Druckanstauung im Niederdruckbereich, ein Hochdruck-Vorwärmer- Bypass im Abhitzedampferzeuger stufenweise geöffnet werden, um Wärme zum Kondensatvorwärmer zu verschieben.
Durch die gestaffelten Maßnahmen zur Wärmebereitstellung am Kondensatvorwärmer, d.h. stufenweise Niederdrucktrommel- Druckanhebung, stufenweises Öffnen des Hochdruck-Vorwärmer- Bypasses, wird ein wirkungsgradoptimierter Betrieb erzielt. Es wird gerade so viel Wärme zum Kondensatvorwärmer verscho¬ ben, dass die theoretisch noch nutzbare Restwärme des in die Atmosphäre entweichenden Abgases auf ein Minimum reduziert wird .
Im Hinblick auf die Erweiterung des Betriebsbereiches der Kraftwerksanlage können die vorgenannten Maßnahmen zur
Ansaugluftvorwärmung mit dem teilweisen Abschalten von Brennern der Gasturbine kombiniert werden, so dass es möglich ist, das Kraftwerk mit gutem Wirkungsgrad und einer ver¬ gleichsweise sehr niedrigen Leistung zu betreiben, wobei die Abgas-Emissionen im erlaubten Bereich bleiben.
Da das Abgas der Gasturbine mithilfe des Kondensatvorwärmers als Wärmequelle für die Ansaugluftvorwärmung auf den minimal zulässigen Grenzwert abgekühlt werden kann, ist der Wirkungs¬ grad des Konzepts nach der Erfindung deutlich besser als bei der bekannten Lösung aus dem Stand der Technik mit Dampf als Wärmequelle .
Bei neuartigen Gasturbinen ist es auch erforderlich bei sehr kalten Außentemperaturen kleine Ansaugluft-Vorwärm-Leistungen zu realisieren, wodurch sich eine Gefahr des Einfrierens auf der Kondensatseite ergeben kann, was durch die neue Erfindung gelöst wird.
Durch die Erfindung wird der Betriebsbereich für die Teil- lastwirkungsgradverbesserung vergrößert. Anstatt einen konstanten Temperatursollwert für die Ansaugluft bei Unter¬ schreiten einer fest eingestellten Grenze des Leistungssoll¬ werts vorzugeben, wird der Ansauglufttemperatursollwert ab¬ hängig vom eingestellten Leistungssollwert angepasst, so dass auch bei höheren Teillasten eine Wirkungsgradverbesserung erzielt wird, und die IGVs der Gasturbine nicht zu weit öffnen bzw. der eingestellte Leistungssollwert eingeregelt werden kann . Der Vorteil der Erfindung liegt auch in einer weiter erhöhten Einsparung von fossilen Brennstoffen (Gas, Öl) in Teillasten eines Gas- und Dampf-Kraftwerks und damit verbundenen gerin¬ geren Betriebskosten und Emissionen sowie die Realsierung eines großen, flexiblen Anwendungsbereiches.
Die kontinuierliche Regelung und der Einsatz von vollverschweißten Plattenwärmetauschern (mit geringem Platzbedarf) tragen zu diesen Vorteilen bei. Im Vergleich zur derzeitigen Standardlösung mit Dampf als
Wärmequelle kann nun ein bisher nicht nutzbarer Teil der Wärmeenergie des Abgases aus der letzten Wärmetauscherfläche des Abhitzedampferzeugers noch im Teillastbetrieb des Gasturbi- nenkombikraftwerks zur Wirkungsgraderhöhung und zum Verhin- dern von Eisbildung im Winterbetrieb ausgenutzt werden. Bei gleichzeitiger Vorwärmung der Gasturbinenansaugluft mit heißem Kondensat als Wärmequelle kann der höherwertige Dampf aus der Niederdrucktrommel weiterhin in der Dampfturbine ge¬ nutzt werden.
Durch die Regelung der Aufheizspanne über den kondensat¬ beheizten Wärmeübertrager wird ein für den Wärmeübertrager und die angrenzenden Rohrleitungen schonender Betrieb erzielt und das Risiko des Einfrierens des Wärmeübertragers deutlich reduziert. Ein zügiges und störungsfreies An- und Abfahren wird unterstützt und auch der Betrieb mit sehr geringem Wär¬ meeintrag kann mit gleichbleibender Regelgüte gewährleistet werden, was sich in Summe positiv auf die Verfügbarkeit des Gesamtsystems auswirkt.
Die geschäftlichen Auswirkungen sind eine verbesserte Wettbe¬ werbssituation durch diese Möglichkeiten, sowohl für Neuanlagen als auch zur Nachrüstung für bestehende Gasturbinenkombi- kraftwerke, die häufig in Teillasten fahren und daher die Er¬ sparnis an Brennstoffkosten gut ausnutzen können.
Falls ein schnelles Rampen des Blockleistungssollwerts erfor¬ derlich ist, kann der Ansauglufttemperatursollwert an Hand des aktuellen Leistungssollwerts so vorgegeben werden, dass beim Hochrampen auf Volllast die maximal zulässige Temperatur für ein Erreichen dieser Leistung nicht überschritten wird. Anstatt heißem Kondensat aus dem Kondensatvorwärmer kann das o.g. Konzept alternativ auch auf die Nutzung von Fernwärme oder einer anderen Warmwasser- Wärmequelle zurückgreifen oder auch in der Kombination beider Wärmequellen umgesetzt werden.
Die Erfindung wird beispielhaft anhand der Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen schematisch und nicht maßstäblich:
Figur 1 eine Kraftwerkanlage nach der Erfindung und
Figur 2 eine Kraftwerkanlage nach der Erfindung mit verschie¬ denen Alternativen.
Die Figur 1 zeigt schematisch und beispielhaft eine Kraft¬ werksanlage 1 mit einer Gasturbine 2, sowie stark vereinfacht für die Erfindung relevante Komponenten eines Abhitzedampferzeugers 3. Die Vorwärmung der Ansaugluft der Gasturbine 2 erfolgt über einen Zwischenkreislauf 4 für ein Fluid, das als Wärmeträgermedium geeignet ist, beispielsweise ein Wasser/ Glykol-Gemisch, mit einem ersten Wärmeübertrager 5, der in einen Lufteinlass 6 der Gasturbine 2 geschaltet ist, und mit einem zweiten Wärmeübertrager 7, der als vollverschweißter Plattenwärmetauscher ausgeführt ist und in einen Kondensatkreislauf 8 geschaltet ist. Eine andere Art Wärmeübertrager ist natürlich ebenfalls möglich, beispielsweise ein Rohrbün- delwärmetauscher . Der vollverschweißte Plattenwärmeübertrager bietet allerdings aufgrund seiner Kompaktheit Vorteile. Er¬ findungsgemäß sind auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers 7, d.h. sowohl auf der Primär- als auch auf der Sekundärseite, ein erstes 10 bzw. zweites Hochlastventil 11 und dazu parallel ein erstes 12 bzw. zweites Schwachlastventil 13 für geringere Durchflüsse als durch das erste 10 bzw. zweite Hochlastventil 11 angeordnet.
Der Kondensatkreislauf 8 umfasst einen Kondensatvorwärmer 9 im Abhitzedampferzeuger 3, sowie eine erste Rezirkulations- leitung 14, die einen Ausgang 15 des Kondensatvorwärmers 9 mit einem Eingang 16 des Kondensatvorwärmers 9 verbindet, wo¬ bei redundante Rezirkulationspumpen 17 in der ersten
Rezirkulationsleitung 14 angeordnet sind. Der zweite Wärme- Übertrager 7 wird in den Kondensatkreislauf 8 eingebunden, indem eine erste Zweigleitung 18 in Strömungsrichtung nach den Rezirkulationspumpen 17 von der ersten Rezirkulationsleitung 14 abzweigt und in den zweiten Wärmeübertrager 7 mündet und eine zweite Zweigleitung 19 den zweiten Wärmeübertra- ger 7 mit dem Eingang 16 des Kondensatvorwärmers 9 verbindet.
Das erste Hochlastventil 10 und das in einer ersten
Umführungsleitung 20 um das erste Hochlastventil 10 angeord¬ nete erste Schwachlastventil 12 können entweder gemeinsam in der ersten 18 (Figur 2) oder in der zweiten Zweigleitung 19 angeordnet sein (Figur 1) .
Für die Rezirkulation eines im zweiten Wärmeübertrager 7 abgekühlten Kondensats ohne weitere Aufwärmung im Kondensat- vorwärmer 9 bestehen verschiedene Möglichkeiten. Gemäß der Ausführungsform nach Figur 1, zweigt eine zweite
Rezirkulationsleitung 21 von der ersten Umführungsleitung 20 ab und mündet in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen 17 in die erste Re- zirkulationsleitung 14. Gemäß einer nicht gezeigten alternativen Ausführungsform zweigt die zweite Rezirkulationsleitung 21 direkt von der zweiten Zweigleitung 19 ab und mündet eben- falls in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen 17 in die erste Rezirkulationsleitung 14. Der Unterschied zur ersten Ausführungsform besteht also nur in der Abzweigung aus der ersten
Umführungsleitung 20 bzw. der zweiten Rezirkulationsleitung 21 infolge der Anordnung der ersten Hoch- 10 und Schwachlastventile 12 „hinter" bzw. „vor" dem zweiten Wärmeübertrager 7.
Schließlich zeigt die Figur 2 eine Ausführungsform, bei der das abgekühlte Kondensat nicht vor den redundanten
Rezirkulationspumpen 17 zurückgespeist wird, sondern bei der von der zweiten Zweigleitung 19 eine dritte Rezirkulations¬ leitung 22 unmittelbar in die erste Zweigleitung 18 mündet. In diesem Fall ist aber eine Pumpe 33 in der dritten
Rezirkulationsleitung 22 erforderlich.
Zusätzlich zum ersten Wärmeübertrager 5 und zum zweiten Wärmeübertrager 7 sind im Zwischenkreislauf 4 das zweite Hoch¬ lastventil 11 und in einer zweiten Umführungsleitung 23 um das zweite Hochlastventil 11 das zweite Schwachlastventil 13 angeordnet. Ferner ist eine dritte Umführungsleitung 24 um den zweiten Wärmeübertrager 7, gefolgt von einem statischen Mischer 25, im Zwischenkreislauf 4 angeordnet. Das zweite Hochlastventil 11 ist in der Figur 1 als ein Drei-Wege-Ventil ausgeführt und ein Ausgang 26 des zweiten Hochlastventils 11 ist auf einen Eingang 27 des zweiten Wärmeübertragers 7 ge¬ schaltet und von einem weiteren Ausgang 28 des zweiten Hochlastventils 11 zweigt die dritte Umführungsleitung 24 ab. Die Figur 2 zeigt eine alternative Ausführung mit zwei separaten Regelventilen 44, 45, d.h. ein Regelventil 44 im heißen (also durch den zweiten Wärmeübertrager 7) und ein Regelventil 45 im kalten (um den zweiten Wärmeübertrager herum) Fluid-Zweig, die gegenläufig verfahren werden. Die Figur 1 zeigt ferner eine Einrichtung 29 zur Regelung der ersten und zweiten Hochlast- 10, 11 und Schwachlastventile 12, 13. Die Regelung erfolgt dabei unter anderem auf Grundla¬ ge von an verschiedenen Stellen gemessenen Temperaturen bzw. Durchflüssen. Die Kraftwerksanlage 1 umfasst zu diesem Zweck eine Temperaturmessstelle 34 für die vorgewärmte Ansaugluft und Temperaturmessstellen 35, 36 und 37 für das Fluid im Zwischenkreislauf. Die Temperaturmessstelle 35 ist in den Figu¬ ren 1 und 2 zwischen den Rezirkulationspumpen 43 im Zwischen- kreislauf 4 und einem Abzweig zur zweiten Umführungsleitung 23 angeordnet, sie kann aber auch bereits vor den
Rezirkulationspumpen 43 im Zwischenkreislauf angeordnet sein und liefert die Temperatur des Fluids vor dem zweiten Wärme¬ übertrager 7. Die Temperaturmessstelle 36 ist unmittelbar hinter dem zweiten Wärmeübertrager 7 angeordnet und liefert die Temperatur des Fluids nach dem Wärmetausch mit dem Kondensat. Die Differenz der gemessenen Werte der Temperaturmessstellen 35 und 36 wird als Aufheizspanne bezeichnet.
Schließlich wird mit der Temperaturmessstelle 37 die Misch- temperatur des Fluids bestimmt, d.h. die Temperatur die durch Mischen der Fluidströme durch den zweiten Wärmeübertrager 7 bzw. an ihm vorbei entsteht und mit der der erste Wärmeüber¬ trager 5 zur Aufwärmung der Gasturbinenansaugluft beauf¬ schlagt wird. Durchflussmessstellen 38, 39 für das Kondensat sind in den Figuren in der zweiten Zweigleitung 19 sowie in der ersten Rezirkulationsleitung 14 angeordnet. Die Darstellung der Regelung in den Figuren ist stark vereinfacht. Die tatsächliche Regelung ist komplexer und umfasst neben vielen weiteren Aspekten selbstverständlich auch eine Regelung der Rezirkulationspumpen 17 in der ersten Rezirkulationsleitung 14. Die Regelung muss auch nicht für alle Komponenten zentral, wie in den Figuren gezeigt, erfolgen.
Ist die Wärmemenge im Bereich des Kondensatvorwärmers 9 für die Ansaugluftvorwärmung nicht mehr ausreichend, so kann eine Niederdruckstufe 30 im Abhitzedampferzeuger 3 angestaut wer¬ den, um Wärme im Abhitzedampferzeuger 3 zum
Kondensatvorwärmer 9 zu verschieben. Sollte diese Maßnahme immer noch nicht genügen, kann in einem weiteren Schritt ein Hochdruck-Vorwärmer-Bypass 31 im
Abhitzedampferzeuger 3 geöffnet werden, um noch mehr Wärme zum Kondensatvorwärmer 9 zu verschieben. Dies funktioniert sowohl für Hochdruckbereiche mit Hochdrucktrommel 40, wie in Figur 1 gezeigt, als auch bei der in Figur 2 gezeigten Ben- son-Variante .
Ebenfalls in Figur 2 gezeigt ist eine Variante des
Kondensatvorwärmers 9 mit geteilten Heizflächen 41, von denen eine einen Bypass 42 aufweist, so dass die auf das Kondensat übertragene Wärmemenge besser einstellbar ist.

Claims

Patentansprüche
1. Kraftwerksanlage (1) umfassend eine Gasturbine (2), ei¬ nen Abhitzedampferzeuger (3) , sowie einen Zwischenkreislauf (4) mit einem ersten Wärmeübertrager (5), der in einen Luft- einlass (6) der Gasturbine (2) geschaltet ist, und einem zweiten Wärmeübertrager (7), der in einen Kondensatkreislauf (8) geschaltet ist, der einen Kondensatvorwärmer (9) im
Abhitzedampferzeuger (3) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass auf beiden Seiten des zweiten Wärmeübertragers (7) ein erstes (10) bzw. zweites Hochlastventil (11) und dazu paral¬ lel ein erstes (12) bzw. zweites Schwachlastventil (13) für geringere Durchflüsse als durch das erste (10) bzw. zweite Hochlastventil (11) angeordnet sind.
2. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 1, wobei der Kondensatkreislauf (8) eine erste Rezirkulationsleitung (14) umfasst, die einen Ausgang (15) des Kondensatvorwärmers (9) mit einem Eingang (16) des Kondensatvorwärmers (9) verbindet, wo- bei redundante Rezirkulationspumpen (17) in der ersten
Rezirkulationsleitung (14) angeordnet sind und wobei eine erste Zweigleitung (18) von der ersten Rezirkulationsleitung (14) abzweigt und in den zweiten Wärmeübertrager (7) mündet und eine zweite Zweigleitung (19) den zweiten Wärmeübertrager (7) mit dem Eingang (16) des Kondensatvorwärmers (9) verbin¬ det .
3. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 2, wobei die erste Zweigleitung (18) in Strömungsrichtung nach den
Rezirkulationspumpen (17) von der ersten
Rezirkulationsleitung (14) abzweigt.
4. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 2, wobei in der ers¬ ten Zweigleitung (18) das erste Hochlastventil (10) und in einer ersten Umführungsleitung (20) um das erste Hochlastventil (10) das erste Schwachlastventil (12) angeordnet sind .
5. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 2, wobei in der zwei¬ ten Zweigleitung (19) das erste Hochlastventil (10) und in einer ersten Umführungsleitung (20) um das erste Hochlastventil (10) das erste Schwachlastventil (12) angeordnet sind.
6. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 4, wobei von der zweiten Zweigleitung (19) eine zweite Rezirkulationsleitung (21) abzweigt, die in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen (17) in die erste Rezirkulationsleitung (14) mündet.
7. Kraftwerksanlage (1) nach Anspruch 5, wobei von der ers¬ ten Umführungsleitung (20) eine zweite Rezirkulationsleitung (21) abzweigt, die in Strömungsrichtung eines Kondensats vor den redundanten Rezirkulationspumpen (17) in die erste Rezirkulationsleitung (14) mündet.
8. Kraftwerkanlage (1) nach den Ansprüchen 2 bis 5, wobei von der zweiten Zweigleitung (19) eine dritte Rezirkulations¬ leitung (22) in die erste Zweigleitung (18) mündet und eine Pumpe (33) in die dritte Rezirkulationsleitung (22) geschaltet ist.
9. Kraftwerksanlage (1) nach den Ansprüchen 2 bis 5, wobei der Kondensatvorwärmer (9) mindestens zwei Heizflächen (41) aufweist, von denen mindestens eine einen Bypass (42) auf¬ weist.
10. Kraftwerksanlage (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei im Zwischenkreislauf (4) das zweite Hochlast¬ ventil (11) und in einer zweiten Umführungsleitung (23) um das zweite Hochlastventil (11) das zweite Schwachlastventil (13) angeordnet sind, wobei ferner eine dritte Umführungs- leitung (24) um den zweiten Wärmeübertrager (7), gefolgt von einem statischen Mischer (25), im Zwischenkreislauf (4) ange¬ ordnet ist, wobei das zweite Hochlastventil (11) die Funktion eines Drei-Wege-Ventils erfüllt und ein Ausgang (26) des zweiten Hochlastventils (11) auf einen Eingang (27) des zwei¬ ten Wärmeübertragers (7) geschaltet ist und von einem weite¬ ren Ausgang (28) des zweiten Hochlastventils (11) die dritte Umführungsleitung (24) abzweigt.
11. Kraftwerksanlage (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, umfassend eine Einrichtung (29) zur Regelung der ersten und zweiten Hochlast- ( 10 , 11) und Schwachlastventile (12, 13) .
12. Kraftwerksanlage (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der zweite Wärmeübertrager (7) mindestens ein vollverschweißter Plattenwärmeübertrager ist.
13. Verfahren zur Effizienzoptimierung und Betriebsbereichserweiterung einer Kraftwerksanlage (1), die Kraftwerksanlage
(I) umfassend eine Gasturbine (2) und einen
Abhitzedampferzeuger (3) , bei dem ein Fluid in einem Zwischenkreislauf (4) geführt wird und dabei Wärme über einen ersten Wärmeübertrager (5) an von der Gasturbine (2) angesaugte Luft übertragen wird, wobei Wärme eines vorgewärmten Kondensats aus dem Abhitzedampferzeuger (3) über einen zweiten Wärmeübertrager (7) auf das Fluid übertragen wird, dadurch gekennzeichnet, dass das Kondensat je nach Wärmebedarf über ein erstes Hochlastventil (10) oder ein zum ersten Hochlastventil (10) parallel geschaltetes, für geringere Durch¬ flüsse als das erste Hochlastventil (10) ausgelegtes erstes Schwachlastventil (12) geleitet wird.
14. Verfahren nach Anspruch 13, wobei zumindest ein Teil des Kondensats nach Abgabe von Wärme an das Fluid unter Umgehung einer Vorwärmung einem Strom an vorgewärmtem Kondensat zugemischt wird und das Gemisch dem zweiten Wärmeübertrager (7) zugeführt wird.
15. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 oder 14, wobei das Fluid je nach Wärmebedarf über ein zweites Hochlastventil
(II) oder ein zum zweiten Hochlastventil (11) parallel ge- schaltetes, für geringere Durchflüsse als das zweite Hoch¬ lastventil (11) ausgelegtes zweites Schwachlastventil (13) geleitet wird.
16. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 bis 15, wobei als Regelgröße für einen Kondensatmassenstrom durch den zweiten Wärmeübertrager (7) eine Aufheizspanne des Zwischenkreislaufs
(4) verwendet wird.
17. Verfahren nach Anspruch 15, wobei als Regelgröße für einen Kondensatmassenstrom durch den zweiten Wärmeübertrager
(5) eine Ventilstellung des zweiten Hochlastventils (11) ver¬ wendet wird.
18. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 bis 17, wobei ein Temperatursollwert für die Ansaugluft abhängig von einem Gas¬ turbinenanteil an einem eingestellten Leistungssollwert der Kraftwerksanlage (1) kontinuierlich angepasst wird.
19. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 bis 18, wobei eine Niederdruckstufe (30) im Abhitzedampferzeuger (3) angestaut wird, um Wärme im Abhitzedampferzeuger (3) zum
Kondensatvorwärmer (9) zu verschieben.
20. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 bis 19, wobei ein Hochdruck-Vorwärmer-Bypass (31) im Abhitzedampferzeuger (3) geöffnet wird, um Wärme zum Kondensatvorwärmer (9) zu verschieben .
21. Verfahren nach einem der Ansprüche 13 bis 20, wobei
Brenner (32) der Gasturbine (2) teilweise abgeschaltet wer¬ den .
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